liloi减速器说明书CAD

PAGEPAGE35机械设计课程设计计算说明书CAD图一、传动方案拟定……………。………………3二、电动机的选择……………。４三、确定传动装置总传动比及安排各级的传动比…….…….6四、传动装置的运动和动力设计…………….．7五、一般V带的设计…………．1０六、齿轮传动的设计…………．.15七、传动轴的设计………….….。18八、箱体的设计………．.…….…．27九、键连接的设计………………２9十、滚动轴承的设计……………31十一、润滑和密封的设计………3２十二、联轴器的设计……………３3十三、设计小结……………….。。．。３３设计题目：V带——单级直齿圆柱齿轮减速器机械系设计者：学号：指导老师：一、设计课题：设计一用于带式运输上的单级直齿圆柱齿轮减速器。运输机连续工作,单向运转载荷变化不大，空载启动.减速器小批量生产,使用期限5年,一班制工作，卷筒不包括其轴承效率为97％，运输带允许速度误差为5％.原始数据题号3运输带拉力Ｆ（ＫN）４000运输带速度Ｖ(ｍ/ｓ)1．0卷筒直径Ｄ（mm）250设计人员（对应学号）设计任务要求:减速器装配图纸一张（1号图纸)轴、齿轮零件图纸各一张(2号或3号图纸)设计说明书一分计算过程及计算说明一、传动方案拟定第三组:设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动1、工作条件:使用年限５年,工作为一班工作制，载荷平稳，环境清洁.２、原始数据：滚筒圆周力F＝400０N；带速V=１.0m／s；滚筒直径D＝250mｍ；方案拟定：采纳V带传动与齿轮传动的组合,即可满意传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能,适应大起动转矩工况要求，结构简洁，成本低，使用维护便利.１.电动机2.V带传动３。圆柱齿轮减速器４.连轴器5。滚筒6.运输带二、电动机选择１、电动机类型和结构的选择：选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简洁，工作牢靠，价格低廉,维护便利,适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。2、电动机容量选择：电动机所需工作功率为：式（１）：Ｐd=ＰＷ/ηａ（kw）由式（２）：ＰW=ＦV/１００0（ＫW）因此Pｄ＝FＶ/1000ηａ（ＫW）由电动机至运输带的传动总效率为:η总=η1×η23×η3×η4×η5式中:η1、η２、η３、η4、η５分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。取η1＝０．96，η２＝０．9８,η3＝0.97，η４=0。97则:η总=0.9６×0。983×0.97×０.9９×0.９6＝０.8３所以:电机所需的工作功率：Pｄ＝FV/１０0０η总=（４000×1)／（1０00×0．8３）=4.8（kｗ)3、确定电动机转速卷筒工作转速为：n卷筒＝６0×1000·V/(π·D）＝(６0×1０00×1．0)/（250·π）=76。4r/ｍｉn依据手册P7表１推举的传动比合理范围,取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围Ｉ’=3~6。取V带传动比Ｉ１’=２～4。则总传动比理论范围为:Ia’＝６~2４。故电动机转速的可选范为N’d=Ｉ’ａ×n卷筒=（6～２4）×７6.4=459.0~183３．６r／min则符合这一范围的同步转速有:７50、１００0和15００r/miｎ依据容量和转速,由相关手册查出三种适用的电动机型号:（如下表）方案电动机型号额定功率电动机转速（r/ｍin)电动机重量N参考价格传动装置传动比同步转速满载转速总传动比Ｖ带传动减速器1Y１３2S－45.５1５00144065０1２00１8.6３．55。322Ｙ132M2－6５.5１０0096０8001５00１2。４2２．８4。4４3Y１60M2—85。575０7２012４０21０0９．312。５３.72综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器传动比，可见第2方案比较适合。此选定电动机型号为Y13２M2-6,其主要性能:电动机主要外形和安装尺寸:中心高Ｈ外形尺寸L×(AＣ/2＋AD）×HD底角安装尺寸A×B地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸D×Ｅ装键部位尺寸Ｆ×GD１3２52０×３45×315２1６×1７81２２8×801０×4１三、确定传动装置的总传动比和安排级传动比：由选定的电动机满载转速nｍ和工作机主动轴转速n１、可得传动装置总传动比为:ｉa=nｍ/ｎ=nｍ／n卷筒＝750／76。４＝9．82总传动比等于各传动比的乘积安排传动装置传动比iａ＝i０×i(式中i０、ｉ分别为带传动和减速器的传动比）2、安排各级传动装置传动比：依据指导书Ｐ７表1,取i0=2.5（一般V带i＝２~4）由于:ia=ｉ0×i所以:ｉ=iａ/i0=９．８2/２.5＝3。９3四、传动装置的运动和动力设计：将传动装置各轴由高速至低速依次定为Ⅰ轴，Ⅱ轴，．．..。．以及ｉ0，i1，．．.．。.为相邻两轴间的传动比η01，η12,.．。。．.为相邻两轴的传动效率PⅠ，PⅡ，．．．.．。为各轴的输入功率（KW）TⅠ,TⅡ，..。．．。为各轴的输入转矩(N·m)nⅠ,nⅡ，。.．.．。为各轴的输入转矩（r/ｍin）可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数1、运动参数及动力参数的计算（1）计算各轴的转数:Ⅰ轴：nⅠ=ｎm/i０=750／2。5=３00（ｒ/ｍin）Ⅱ轴:nⅡ=nⅠ／i1＝3０0/３。９3=76．34r/ｍin卷筒轴:nⅢ＝nⅡ(2)计算各轴的功率:Ⅰ轴:PⅠ=Pｄ×η01=Pｄ×η1＝4．8×0.９6=4。6１（KW）Ⅱ轴：PⅡ＝PⅠ×η2=ＰⅠ×η2=4。6１×0．９8=４.51(KW)卷筒轴：PⅢ＝PⅡ·η23=ＰⅡ·η2·η４=4。5１×0．98×０.99=４.38(ＫＷ）计算各轴的输入转矩：电动机轴输出转矩为：Td=９55０·Pｄ/nm＝95５０×4.８/７５0=6１。12N·mⅠ轴:TⅠ=Tｄ·i０·η01=Ｔｄ·i0·η1=61．１2×2.5×0．９６＝1４6。69Ｎ·mⅡ轴：TⅡ=TⅠ·i１·η１２=ＴⅠ·i１·η2·η4＝1４６．69×3.9３×0。９8×0。99=55９．30N·m卷筒轴输入轴转矩：ＴⅢ=ＴⅡ·η2·η4＝542。64N·m计算各轴的输出功率：由于Ⅰ~Ⅱ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：故:P’Ⅰ=PⅠ×η轴承＝4．６１×0．98=4．52KＷP’Ⅱ＝ＰⅡ×η轴承=4．52×0。９8=4.４３ＫW计算各轴的输出转矩：由于Ⅰ～Ⅱ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率:则：T'Ⅰ＝TⅠ×η轴承=14６。６９×０。９８＝143。76N·mT’Ⅱ=ＴⅡ×η轴承=５59。3０×0.9８＝548.１1N·m由指导书的表1得到：η1=0．96η2=0．98η３=０.97η4=0.99i0为带传动传动比i１为减速器传动比滚动轴承的效率η为0。98~０.995在本设计中取0。9８综合以上数据，得表如下：轴名效率Ｐ（KW）转矩T(N·m）转速ｎr/ｍｉn传动比i效率η输入输出输入输出电动机轴4．544。7７９602。5０。９6Ⅰ轴4．6１4。5２１4６。６914３。763４２。8６3.９30.９5Ⅱ轴4。5１4。435５9.30５48。１177。221。000.9７卷筒轴４。4１4０37548.1154２．６477。2２五.Ｖ带的设计(１)选择一般V带型号由PC=KＡ·P=1.1×５.5=6。05（KＷ）依据课本P13４表9-7得知其交点在A、Ｂ型交界线处,故Ａ、B型两方案待定：方案1:取A型V带确定带轮的基准直径，并验算带速：则取小带轮ｄ1＝100mm d2＝ｎ1·d1·(１—ε）／n2=i·d1·（1—ε）＝2。5×1００×(１—0.0２）＝24５mｍ由表9—２取ｄ2=24５mｍ（虽使n２略有削减，但其误差小于5%，故允许)带速验算:V=n1·d1·π/（1000×６0）由课本Ｐ13４表９—5查得KＡ＝1．1由课本P1３２表９—２得，推举的A型小带轮基准直径为７5ｍｍ~125mｍ＝９6０×１００·π／（1000×60)=5。024ｍ／s介于５～25m／ｓ范围内，故合适确定带长和中心距a：0．７·（d1+d2)≤ａ０≤2·(ｄ1＋ｄ2）0.7×（100＋２４5）≤ａ0≤2×（100＋245)241．５≤a0≤6９0初定中心距ａ0=５0０，则带长为L0＝2·ａ0+π·(d1+ｄ２）+（ｄ２－d１)2/(４·a0）＝２×50０+π·（10０+２4５）/2＋(245-10０)2/(4×５00)=１569.4mｍ由表９－３选用Lｄ=１４0０mm的实际中心距a＝ａ0+(Lｄ－L０)／2＝500+(１400—１５６９。4)/2=41５。3mm验算小带轮上的包角α１α１=18０-(d２-ｄ１）×57．3/a=1８0—（274-100）×5７。３/３98。84＝155.0１＞1２０合适确定带的根数Z＝PＣ／(（P0+△P0)·ＫL·Kα）=6．0５/(（０。95+0．11）×０。9６×0.95)=６．２6故要取7根A型V带计算轴上的压力由书9-１８的初拉力公式有F0=500·PＣ·（2．5/Kα-１）／z·c+q·v２=500×6.05×（2.５/0.95－1)／(7×5。０2）+0。１７×５。０2２=144．74N由课本９-１９得作用在轴上的压力FQ=2·z·Ｆ0·siｎ(α/2）＝２×７×24２.42×sｉn（155．01／２)＝1978．3２Ｎ方案二：取B型V带确定带轮的基准直径,并验算带速:则取小带轮d１=14０ｍmﻩd２=n１·d1·（1—ε)/n2=i·ｄ1·(1-ε）＝2.5×1４0×（１－0。02）=3４3mm由表９-２取d２=３４3mｍ(虽使n２略有削减，但其误差小于5%，故允许)带速验算：V=n1·ｄ１·π/(100０×60)=９６0×140·π／(1０００×６０)＝７．03m／s介于5～25m/s范围内，故合适确定带长和中心距a：0.７·(d1+ｄ2)≤ａ0≤２·(ｄ１+ｄ2）０。7×（１40＋34３）≤ａ0≤2×（140＋34３）33８。1≤a０≤９66初定中心距a０=７0０，则带长为L０＝２·ａ0+π·(ｄ1+ｄ２）+（d２-ｄ1）２／(4·ａ0)=2×７０0+π·(14０＋３4３）/2+（343－1４０)2／（4×700）=２１7３.0２mm由表9-3选用Lｄ=２173mｍ的实际中心距a=a0＋（Lｄ-L０)/２＝7００＋（2１７3-2173．0２)/２=699．９ｍｍ验算小带轮上的包角α1α1=180-（d2-ｄ1）×５7。３/a=１80－(３43－140）×57.3／699.9=1６0。0〉12０合适确定带的根数Z=PＣ／（（P0+△Ｐ0）·KL·Ｋα）＝６。０5/(（2．０８+0．30）×1.０0×0。95）=2。６８故取3根B型V带计算轴上的压力由书９-18的初拉力公式有F0=５0０·PC·（2．5/Kα－１）/ｚ·ｃ＋q·ｖ2=500×6。0５×(2。5/0.95-1）／（３×７.03)+0.17×７．032=2４2。42N由课本９-19得作用在轴上的压力FＱ=2·z·Ｆ０·siｎ(α/2)=2×３×242。４2×sｉｎ（１60。０/2）=１４32．４２N综合各项数据比较得出方案二更适合由机械设计书表９－4查得P0=0.９5由表9—6查得△P0＝０.11由表9－７查得Kα=0。95由表9－3查得KL＝0.96由课本表９－2得,推举的Ｂ型小带轮基准直径125ｍｍ~2８0mｍ由机械设计书表9－4查得Ｐ０=２.08由表9－6查得△Ｐ0＝0.30由表9－7查得Kα＝0.9５由表９—3查得ＫＬ=1．０0带轮示意图如下：d0d0dHLS1S1斜度1:25SS2drdkdhddaLBS2六、齿轮传动的设计：（1）、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面,小齿轮的材料为４５号钢调质,齿面硬度为２５０HBＳ,大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为2００HBS.齿轮精度初选８级(２)、初选主要参数Z１＝２0,u=4．5Z2＝Ｚ１·u=２０×4。5＝90取ψａ=0.３，则ψｄ=0.５·（ｉ＋1)·＝0.６75(3)按齿面接触疲惫强度计算计算小齿轮分度圆直径d1≥确定各参数值eｑ＼ｏ\ac（○,1)载荷系数查课本表６—6取K=１.2ｅｑ＼ｏ＼ａc(○,2）小齿轮名义转矩T１=9．5５×106×P/n１=9。5５×1０6×4。23/３42．８6＝1．18×10５N·mmeq＼o\aｃ(○,３）材料弹性影响系数由课本表6-7ZE=189。８eｑ＼o\aｃ（○,４)区域系数ＺＨ=2。５eｑ\o＼ac(○，５)重合度系数εt=１．88－3.2·(1／Ｚ1+1/Z2）＝１。88-３．2×(１／２0+１/9０）=１。６9Zε=eｑ\o＼ac（○,６）许用应力查课本图6-21（a）查表6—8按一般牢靠要求取ＳH=１则取两式计算中的较小值,即［σＨ]＝56０Ｍpa于是d1≥==５2.８２mm（4）确定模数m=ｄ１/Z１≥52．82/20=2．641取标准模数值m=３（５）按齿根弯曲疲惫强度校核计算校核式中ｅｑ＼o＼ac（○,1)小轮分度圆直径d１=m·Z=3×２0＝６0ｍmeｑ\o＼ac（○,2）齿轮啮合宽度b=Ψd·d1＝1．0×60=６0mｍeｑ\o\ａｃ（○,3)复合齿轮系数YＦＳ1=4．3８YFＳ2=3.9５eq\o\ａｃ（○，４）重合度系数Yε＝0。25+0．７5/εｔ=0．２５+０.75／１．69=0．６938ｅq\o\ac（○，5）许用应力查图6-22（a）σFlim1=24５ＭPａσFｌiｍ２=2２0Ｍpａ查表6－８，取SＦ=1.25则ｅq\ｏ＼ａc(○，6）计算大小齿轮的并进行比较<取较大值代入公式进行计算则有=71。８6〈［σＦ］2故满意齿根弯曲疲惫强度要求（6）几何尺寸计算ｄ1＝m·Ｚ＝3×20=60mmd２=m·Z1=3×９０＝2７0mma=m·(Ｚ１+Z2）/2=3×（2０+90）/2=1６5mmｂ＝6０mmb2=６0mm取小齿轮宽度b1=65ｍｍ（7)验算初选精度等级是否合适齿轮圆周速度v=π·d１·n1／（６0×１0０0）＝３。１4×60×３４2.8６/（60×100０）＝1。08m/s对比表６-5可知选择8级精度合适.七轴的设计齿轮轴的设计(1)确定轴上零件的定位和固定方式（如图)1，５—滚动轴承２—轴3—齿轮轴的轮齿段４-套筒6-密封盖7-轴端挡圈8—轴承端盖9-带轮10—键（２）按扭转强度估算轴的直径选用45＃调质，硬度217～255HBＳ轴的输入功率为PⅠ＝5。２８KＷ转速为nⅠ=480r／mｉn依据课本P2０5（1３-２)式，并查表13－2，取c=11５ｄ≥２５.58／(３）确定轴各段直径和长度eｑ\o\ac(○,1）从大带轮开头右起第一段，由于带轮与轴通过键联接,则轴应该增加5%,取D１＝Φ30mｍ，又带轮的宽度Ｂ=（３-1）·e＋２·f=（3—１）×１8+2×８=ｍm则第一段长度Ｌ１=６0mmeq\o\ａc（○,２）右起其次段直径取Ｄ2＝Φ3８mm依据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为３0ｍm,则取其次段的长度Ｌ２=70mｍeq\ｏ\ac（○,3)右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承,则轴承有径向力，而轴向力为零,选用620８型轴承，其尺寸为d×Ｄ×B＝40×8０×18，那么该段的直径为Ｄ3＝Φ４0ｍm，长度为Ｌ3＝20mmeq\o＼ac（○,4）右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D4＝Φ4８mｍ，长度取L4＝1０ｍmeｑ\o\ac(○，5）右起第五段,该段为齿轮轴段,由于齿轮的齿顶圆直径为Φ６4mｍ，分度圆直径为Φ60mm，齿轮的宽度为65mm，则，此段的直径为D５=Φ66ｍm，长度为L５=６5mmeq\o＼ac(○，６)右起第六段,为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D6=Φ4８ｍｍ长度取L6＝10mmeq＼o\ａc（○,7)右起第七段，该段为滚动轴承安装出处,取轴径为D７＝Φ４0mｍ，长度Ｌ７=18mｍ（４）求齿轮上作用力的大小、方向eq\ｏ\ac（○，1)小齿轮分度圆直径：d１＝6０ｍmeq\ｏ\ａｃ（○，2）作用在齿轮上的转矩为：Ｔ1=1。１8×１05Ｎ·mmｅq＼o\ａc（○，3）求圆周力：FｔFt=２T2/d2＝2×1。１8×10５／60=196６。６7Nｅq\o\aｃ（○，４)求径向力ＦrＦｒ=Ft·taｎα＝1966。６７×tan2０0=628．2０NＦt，Fr的方向如下图所示（5）轴长支反力依据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置,建立力学模型。水平面的支反力：RA=RＢ＝Fｔ／2＝9８3.３3N垂直面的支反力:由于选用深沟球轴承则Fa=０那么RA'=RＢ’＝Ｆr×62／12４=314．1N（6）画弯矩图右起第四段剖面C处的弯矩:水平面的弯矩:ＭＣ=PA×62=６0.97Nm垂直面的弯矩:MＣ１’=ＭＣ2’=ＲA’×６2=19.47Nm合成弯矩:(７）画转矩图:Ｔ=Ft×ｄ１/2＝59.０Ｎｍ(8)画当量弯矩图由于是单向回转，转矩为脉动循环,α＝0。6可得右起第四段剖面C处的当量弯矩：（9）推断危险截面并验算强度eｑ\ｏ\ac（○,1）右起第四段剖面C处当量弯矩最大,而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。已知ＭｅＣ２＝７3.14Nｍ,由课本表1３—1有:［σ—1］＝60Mｐa则：σｅ=MｅＣ2/W=ＭeＣ２／（0.１·D4３）=7３.1４×1000／(０。1×4４３）＝8。59Ｎm<[σ—１］eq＼o＼ac（○，2)右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面:σe=MD/W=MD／(0。1·D１３）＝35。４×１０00／（０。1×3０3)=13.11Nm<［σ－1］所以确定的尺寸是平安的.受力图如下:PⅠ的值为前面第10页中给出在前面带轮的计算中已经得到Ｚ=3其余的数据手册得到D1＝Φ３０ｍmL１＝６0mmＤ2=Φ38mmL２＝７０mmD3＝Φ４0ｍｍＬ3=２0mmD4＝Φ48ｍmL４=10mｍD5=Φ6６mmL5=6５mmＤ６＝Φ48ｍmL6＝10mmＤ7=Φ4０mmL7=１8ｍｍFt=19６6.６6ＮmＦr＝628.20NmRＡ=RB=9８3．33NmRＡ’=RＢ’=３14。1ＮMC=60。9７NmMC1’=MC2’=19.47NｍMC1=MＣ2＝6４.0ＮmT=5９。0Nmα=0．６ＭｅC2＝73.1４Nｍ［σ-1］＝6０MpａＭD=35.４Nｍ输出轴的设计计算确定轴上零件的定位和固定方式(如图）１，5—滚动轴承2-轴3—齿轮4-套筒６—密封盖７—键８—轴承端盖9—轴端挡圈１0-半联轴器（2)按扭转强度估算轴的直径选用４5#调质，硬度217～２５5HBS轴的输入功率为ＰⅡ＝５025２ＫW转速为ｎⅡ=7６．4３3r/min依据课本P2０5（１３－２)式，并查表１3—2,取c=1１5d≥43．50（３）确定轴各段直径和长度ｅq＼o＼ac(○，1）从联轴器开头右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5％，取Φ45mm，依据计算转矩TC＝ＫA×TⅡ=1。3×51８．3４=67３．8４Nｍ,查标准GB／Ｔ5０14-2０03，选用LＸＺ2型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为l１=８４ｍｍ,轴段长L１=8２mmｅq\o\ａc(○,２）右起其次段,考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取Φ52mm,依据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为30mm,故取该段长为L2=54mmeq＼ｏ\ac(○，３）右起第三段,该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6211型轴承，其尺寸为d×Ｄ×Ｂ=5５×100×2１，那么该段的直径为Φ55mm，长度为L3＝36eq＼o\ａｃ(○，４)右起第四段,该段装有齿轮,并且齿轮与轴用键联接,直径要增加５％,大齿轮的分度圆直径为3７６mｍ，则第四段的直径取Φ6０mm，齿轮宽为b=6０mｍ，为了保证定位的牢靠性,取轴段长度为L4=58mmeq\o\ac(○，5)右起第五段，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为Ｄ5＝Φ６6ｍm，长度取L5＝1０ｍｍeｑ＼o\ac（○,6)右起第六段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为Ｄ6=Φ55mｍ，长度Ｌ6＝21mm（4）求齿轮上作用力的大小、方向eｑ＼o\ａc（○，1)大齿轮分度圆直径：d1＝３7６mｍeq＼o\ａc(○，2)作用在齿轮上的转矩为：T1＝5．０8×105Ｎ·mmｅq\o＼aｃ(○，3)求圆周力：FtFt=2T２/ｄ2=2×５.0８×1０５/376=27０2Neｑ\ｏ＼ac（○,4）求径向力FｒＦr＝Ｆt·taｎα=２702×tan2００＝9８3．4５ＮFt,Fｒ的方向如下图所示（５）轴长支反力依据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。水平面的支反力：ＲＡ=RB=Ft／2＝1351Ｎ垂直面的支反力:由于选用深沟球轴承则Fa＝0那么RA’＝ＲＢ’＝Fr×６2／１24＝4９２N（6）画弯矩图右起第四段剖面C处的弯矩：水平面的弯矩：MC=RＡ×６2=83。７６Ｎm垂直面的弯矩：MＣ１’＝MＣ2’=ＲA’×６2＝４1。0９Nm合成弯矩:（7)画转矩图：T＝Ft×ｄ2/2=507。９8Ｎm（8)画当量弯矩图由于是单向回转,转矩为脉动循环,α=0。6可得右起第四段剖面C处的当量弯矩:(9）推断危险截面并验算强度eｑ\o\aｃ（○，1)右起第四段剖面Ｃ处当量弯矩最大,而其直径与相邻段相差不大,所以剖面C为危险截面。已知MｅＣ2＝30７。5６Nm，由课本表１3－1有：［σ-1］=60Mpa则:σｅ=MeC2/W=MeC2／（0．１·D43)=307。56×100０/（0．1×603）=1４.2４Ｎm<[σ—1］eｑ＼ｏ\ac(○,２)右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小,故该面也为危险截面：σｅ=MD/Ｗ＝ＭD/(0．1·D13）=304。8×１000/（0.1×４53）=33.45Ｎｍ＜[σ—1]所以确定的尺寸是平安的。以上计算所需的图如下：D1＝Φ４5ｍmL１＝8２mｍD2＝Φ52mｍL2＝５４ｍmD3=Φ５５mｍＬ3=3６mmD4＝Φ60mmL4=58ｍmD5＝Φ６６mmＬ5=10ｍｍＤ6=Φ５5ｍmL6＝21mmＦt=3762.９６NmＦr=１3６9。61ＮｍRA＝RＢ=1８81．4８NｍRＡ’=RＢ’＝684．8１NＭC＝１1６.65NmMC1'＝MＣ2’＝４1.09ＮｍMC1＝MC2＝123．6８NmT＝50８．0Nmα=0。6ＭeC2＝307．56Nm[σ－１]=６0ＭｐaMＤ=3３.４5Ｎm绘制轴的工艺图(见图纸）八．箱体结构设计窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔,以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙,了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板,以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油,注油前用螺塞赌注。(3)油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有各种结构类型,有的已定为国家标准件。(４）通气器减速器运转时,由于摩擦发热，使机体内温度上升,气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等,提高机体有缝隙处的密封性能。(５）启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时,可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖.对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。(６）定位销为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置.（7)调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用。(８）环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩,用以搬运或拆卸机盖.(９）密封装置在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。密封件多为标准件，其密封效果相差很大,应依据简略情况选用.箱体结构尺寸选择如下表:名称符号尺寸（mｍ）机座壁厚δ8机盖壁厚δ1８机座凸缘厚度b１2机盖凸缘厚度b112机座底凸缘厚度b220地脚螺钉直径df20地脚螺钉数目ｎ4轴承旁联结螺栓直径ｄ1１６机盖与机座联接螺栓直径ｄ212联轴器螺栓d2的间距l1６０轴承端盖螺钉直径d３1０窥视孔盖螺钉直径d４8定位销直径ｄ8dｆ,ｄ1,d2至外机壁距离C126，22，１8df,d2至凸缘边缘距离C２２４，1６轴承旁凸台半径R１24，16凸台高度h依据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准外机壁至轴承座端面距离l１６0,44大齿轮顶圆与内机壁距离△112齿轮端面与内机壁距离△２１0机盖、机座肋厚m１,ｍ２7,7轴承端盖外径D２90,1０5轴承端盖凸缘厚度t10轴承旁联接螺栓距离Ｓ尽量靠近,以Md1和Ｍd2互不干涉为准，一般s=D2九．键联接设计１．输入轴与大带轮联接采纳平键联接此段轴径ｄ１=30mm,Ｌ1=50mｍ查手册得，选用C型平键，得:A键8×７ＧＢ1０96—7９L=L1－b=50－８=42mｍＴ＝44.７7N·mh=7mm依据课本Ｐ２43（10-５）式得σp=４·T/（ｄ·h·L)=4×４４.7７×100０/(３0×７×4２)=20。3０Mpa〈［σＲ](1１0Ｍｐａ）2、输入轴与齿轮１联接采纳平键联接轴径d２=4４mmL２=６3mｍTⅠ=12０．３3Ｎ·ｍ查手册选A型平键GＢ1096-７9B键１2×８GB１096-79l=Ｌ2－b=62－12=5０ｍｍｈ=8mｍσp=4·TⅠ/（ｄ·ｈ·l)＝4×1２０.３3×1000/（44×8×50）=２７．３4Mpａ〈[σp］(11０Mp